Universidade Federal do Rio de Janeiro Escola...

Universidade Federal do Rio de Janeiro

Escola Politécnica

ANÁLISE DE UM SISTEMA DE HVAC DE UMA SALA DE

EQUIPAMENTOS OFFSHORE

Lucas Rodrigues Guedes da Silva

Projeto de Graduação apresentado ao Curso de

Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,

Universidade Federal do Rio de Janeiro, como

parte dos requisitos necessários à obtenção do

título de Engenheiro.

Orientador: Nisio de Carvalho Lobo Brum

Rio de Janeiro

Novembro de 2018

iii

Silva, Lucas Rodrigues Guedes da

Análise de um sistema de HVAC de uma sala de

equipamentos offshore/ Lucas Rodrigues Guedes da Silva. –

Rio de Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica, 2018.

X, 40 p.: il.; 29,7 cm.


Projeto de Graduação – UFRJ/ Escola Politécnica/ Curso de

Engenharia Mecânica, 2018.

Referências Bibliográficas: p. 38-40.

1. HVAC 2. Carga Térmica 3. VFD 4. Óleo e Gás 5. Perda

I. Brum, Nisio II. Universidade Federal do Rio de Janeiro,

Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica. III. Título.

iv

Agradecimentos

Quero agradecer a Deus, pela força e coragem durante toda esta longa caminhada.

Agradeço aos meus queridos pais e meu irmão, pelo apoio e compreensão durante todo

esse período.

Agradeço também aos meus amigos do CEFET, UFRJ e da vida, por tornarem essa

caminhada mais agradável e muito mais divertida.

Aos amigos da Equinor, que me ajudaram muito a crescer e me tornar engenheiro.

Finalmente, agradeço também a todos os professores do Departamento de Engenharia

Mecânica pelo aprendizado e contribuição no meu desenvolvimento, em especial ao meu

orientador, Prof. Dr. Nísio Brum, por me auxiliar na realização deste trabalho.

v

Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/UFRJ como parte

dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.

ANÁLISE DE UM SISTEMA DE HVAC DE UMA SALA DE

EQUIPAMENTOS OFFSHORE


Novembro/2018


Curso: Engenharia Mecânica

Na indústria do petróleo, as paradas de produção são idealmente planejadas com o

objetivo principal de ter a menor quantidade de perda possível. A parada de um poço em

produção de forma indesejada pode levar a grandes prejuízos em um curto espaço de

tempo.

Neste projeto será analisado o sistema de condicionamento de ar de uma sala de VFD

(variable frequency driver) de uma plataforma de extração de petróleo em operação,

buscando encontrar as causas da ineficiência e propor o redimensionamento do sistema.

Durante a operação do campo, houve mudança na carga térmica total do ambiente por

conta das mudanças de projeto dos equipamentos. Essa mudança exigiu o uso de uma

unidade de condicionamento de ar adicional, mesmo assim, não foi possível resfriar o

ambiente, necessitando em alguns momentos da parada parcial da produção.

Palavras chave: HVAC, Carga Térmica, VFD, Óleo e Gás, Perda

vi

Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfilment

of the requirements for the degree of Engineer.

ANALYSIS OF A HVAC SYSTEM FOR AN OFFSHORE EQUIPMENT

ROOM


November/2018

Adivisor: Nisio de Carvalho Lobo Brum

Course: Mechanical Engineering

In the Oil and Gas industry, the production stops are ideally planned to have the least

amount of loss possible. Stopping a well in production in an unwanted way can lead to

costly losses in a short time period.

This project will analyse the cooling system of a VFD (variable frequency driver) room

of an oil producer platform in operation, trying to find the causes of inefficiency and

propose the system resizing. During the field operation, there was a change in the total

heat load of the environment due to design changes on equipment and its distribution.

This scenario required the use of an additional air conditioner unit, even though, it was

not sufficient, requiring a partial stop of production.

Keywords: HVAC, Heat Load, VFD, Oil and Gas, Loss

vii

Sumário Lista de Figuras ............................................................................................................... ix

Lista de Tabelas ................................................................................................................ x

1 Introdução e Objetivos................................................................................................... 1

1.1 Produção e Perdas na Indústria de Óleo e Gás ....................................................... 1

1.2 Motivação ............................................................................................................... 2

1.3 Objetivo .................................................................................................................. 2

2 Revisão Bibliográfica .................................................................................................... 3

2.1 Sistema HVAC ....................................................................................................... 3

2.2 Condições de conforto ............................................................................................ 3

2.3 Carga Térmica ........................................................................................................ 4

2.4 Psicrometria ............................................................................................................ 5

2.5 Fluido refrigerante .................................................................................................. 6

2.6 Dutos de distribuição .............................................................................................. 7

2.7 Metodologia de cálculo .......................................................................................... 8

2.7.1 Carga Térmica Interna ..................................................................................... 8

2.7.2 Carga Térmica Externa .................................................................................... 9

2.7.3 Psicrometria e resfriamento com desumidificação ........................................ 13

2.7.4 Dimensionamento de dutos ........................................................................... 15

3 Estudo de Caso ............................................................................................................ 18

3.1 Dados do Recinto ................................................................................................. 18

3.2 Condições de Conforto ......................................................................................... 18

3.3 Carga Térmica ...................................................................................................... 19

3.3.1 Carga Térmica Interna ................................................................................... 19

3.3.2 Carga Térmica Total ...................................................................................... 20

3.4 Cálculos Psicrométricos ....................................................................................... 22

3.5 Seleção dos equipamentos .................................................................................... 25

viii

3.5.1 AHU e Condensadores .................................................................................. 25

3.5.2 Eficiência dos equipamentos ......................................................................... 25

3.6 Distribuição do ar ................................................................................................. 28

5 Conclusão e Recomendação ........................................................................................ 32

Apêndice A ..................................................................................................................... 33

Apendice B ..................................................................................................................... 34

Apendice C ..................................................................................................................... 37

Referências Bibliográficas .............................................................................................. 38

ix

Lista de Figuras

Figura 2.2-1 PPD por PMV. [7] ....................................................................................... 4

Figura 2.4-1 Esquemático de um sistema de HVAC. ....................................................... 6

Figura 2.7-1 Esquemático da inversão e conversão no VSD. [14] ................................... 9

Figura 2.7-2 Esquemático do método de cálculo RTS. Adaptado [7] ............................ 10

Figura 2.7-3 Esquemático ilustrando o fenômeno de by-pass. ....................................... 14

Figura 2.7-4a e 2.7-4b Esquemático do processo de resfriamento com desumidificação e

sua representação na carta psicrométrica. [17] ............................................................... 14

Figura 2.7-5 Esquemático exibindo os volumes controle utilizados nas equações de

conservação de massa e energia. .................................................................................... 15

Figura 2.7-6 Perda de carga em dutos, ρ = 1,2kgm3; e = 0,09 mm. Adaptado [7] .... 17

Figura 3.2-1 Interface do programa CBE Comfort Thermal Tool. [3] ........................... 19

Figura 3.3-1 Carga térmica total por hora do dia. .......................................................... 20

Figura 3.4-1 Tabela com os valores mínimos de vazão de ar externo. Adaptado [8] .... 22

Figura 3.4-2 Carta psicrométrica com os resultados obtidos.......................................... 24

Figura 3.5-1 COP por temperatura de evaporação. [10]................................................. 27

Figura 3.5-2 Eficiência exergética por temperatura de evaporação. [10] ....................... 27

Figura 3.5-3 Vazão mássica por temperatura de evaporação. [10] ................................ 28

Figura 3.5-4 Capacidade de refrigeração por temperatura de evaporação. [10]............. 28

Figura 3.6-1 Planta de distribuição dos difusores na sala. ............................................. 29

Figura 3.6-2 Catálogo de difusores para teto. Adaptado [11] ........................................ 30

Figura 3.6-3 Alcance do ar saindo dos difusores. Adaptado [12] .................................. 30

x

Lista de Tabelas

Tabela 3.3-1 Carga térmica por equipamento. ............................................................... 19

Tabela 3.4-1 Fatores de by-pass recomendados. Adaptado [9] ...................................... 23

Tabela 3.4-2 Resultados obtidos pelos cálculos psicrométricos..................................... 24

Tabela 3.5-1 Dados dos equipamentos em operação. ..................................................... 25

Tabela 3.5-2 Ficha técnica de comparação entre R22, R422D e R407C. Adaptado [10]

........................................................................................................................................ 26

Tabela 3.6-1 Conversão do diâmetro equivalente dos dutos circulares para retangulares

conforme Equação (9). ................................................................................................... 31

1

Capítulo 1

1 Introdução e Objetivos

1.1 Produção e Perdas na Indústria de Óleo e Gás

Na indústria existem diversas formas de controle da produção e constantemente

ferramentas são otimizadas para diminuir perdas, aumentar a produção e aumentar o lucro

consequentemente. Uma das ferramentas utilizadas com foco na otimização da produção

e diminuição de perdas é o TPM – Total Productive Maintenance – que significa

Manutenção Produtiva Total.

Um dos pilares da TPM é reduzir o que são chamadas de as Seis Grandes Perdas, as quais

são as causas mais comuns de perda de produção associadas a equipamentos na indústria

segundo RIBEIRO [22]. Essas perdas são classificadas em:

1. Falha de Equipamento

2. Configuração e Ajustes

3. Inatividade e Pequenas Paradas

4. Velocidade Reduzida

5. Defeitos de Produção

6. Rendimento reduzido

Na indústria do Petróleo, os prejuízos associados a essas perdas são milionários e

inspiram a melhoria contínua. Para se ter uma ideia da importância de se manter uma

produção estável e sem perdas, em um campo offshore com mais de 40 poços e de

diferentes vazões de líquido e óleo, um poço que produz relativamente pouco em

comparação com outros poços em quantidade de óleo seria capaz de produzir 130m³/dia

de óleo, o que daria aproximadamente 820 barris de óleo produzidos. Utilizando o preço

do barril do dia 06/11/2018 de $72, considerando ainda o dólar a R$3,76 calcula-se mais

de R$220 mil de produção a menos em um único dia.

Neste projeto será analisado o sistema de condicionamento de ar da sala de VFD (variable

frequency driver) de uma plataforma de extração de petróleo já em operação. Sendo as

etapas do projeto definidas em:

2

1. Cálculo da carga térmica

2. Cálculos psicrométricos

3. Seleção de equipamentos

4. Dimensionamento de dutos

O sistema de condicionamento de ar possui três unidades de AHU (air handling unit). De

acordo com o projeto, duas unidades deveriam funcionar enquanto a terceira unidade

ficaria em espera para possíveis manobras de manutenção no caso de falha ou substituição

programada, sendo uma unidade para o segundo andar e outra para o primeiro andar.

Entretanto, houve uma mudança na configuração inicial dos VFDs no primeiro andar, por

este motivo, nos dias mais quentes do ano, nem com as três unidades em funcionamento

ao mesmo tempo é possível condicionar o primeiro andar. Portanto, o foco principal deste

projeto é o primeiro andar, onde se encontram os VFDs.

1.2 Motivação

Para concluir o curso de graduação pude realizar o estágio obrigatório em uma empresa

da indústria de Óleo e Gás. Por essa empresa ser operadora de campos offshore no Brasil,

tive acesso a dados importantes que deram motivação ao presente projeto.

Como um dos desafios diários na empresa tive que lidar diretamente com a otimização

da produção, assim sendo, vi a oportunidade de melhoria no projeto de ar condicionado

de uma das instalações do campo. Devido à incapacidade do atual sistema de lidar com a

carga térmica na referida instalação, um dos poços em produção precisou ser parado para

controlar a temperatura máxima permitida na sala durante alguns dias no verão passado,

como mencionado na introdução do atual projeto, gerando perda de R$220 mil por dia.

1.3 Objetivo

O objetivo principal deste trabalho é redimensionar o sistema de condicionamento de ar

que atende a sala de equipamentos, contribuindo com um documento para ser usado como

fonte de consulta para projetos de ar condicionado, além de analisar um caso real de

redimensionamento de um sistema de condicionamento de ar para uma sala de

equipamentos com grande carga térmica.

3

Capítulo 2

2 Revisão Bibliográfica

2.1 Sistema HVAC

Um sistema de ar condicionado segundo a SUGARMAN [13], deve proporcionar ar com

a função de ar de processo ou trabalho, conforto ocupacional e qualidade do ar confinado,

além de manter os custos e consumo de energia do sistema em valores aceitáveis. A

ASHRAE, estabeleceu padrões que regem as condições térmicas de conforto de uma sala

ocupada para pelo menos 80% dos ocupantes. Geralmente, essas condições ficam por

volta 20°C a 24°C no inverno e 23°C a 25,5°C no verão, sendo a umidade relativa em

50% e a velocidade do vento em 0,15m/s.

Os componentes de um sistema de HVAC podem ser agrupados em três categorias

funcionais: os componentes fonte, de distribuição e de entrega. Os componentes fonte

fornecem ou removem calor ou umidade. Os componentes de distribuição transportam o

meio de refrigeração ou aquecimento da fonte até as zonas do edifício que requerem o

condicionamento. Os componentes de entrega servem como interface entre o sistema de

distribuição e os ambientes atendidos pelo HVAC.

2.2 Condições de conforto

Segundo o livro ASHRAE Fundamentals [7], um adulto em repouso produz cerca de 100

W de calor. A maior parte deste calor é transferido para o ambiente pela pele, sendo

conveniente caracterizar a atividade metabólica em termos da produção de calor por área

de pele. Por exemplo, para uma pessoa em repouso o valor esperado é de 58 W/m², ou 1

met. Esse valor é o esperado para um homem Europeu com área de pele média por volta

de 1,8 m². Para facilitar os cálculos, diversos valores de produção de calor medidos em

met são disponibilizados para diferentes intensidades de atividades.

Outro componente importante na determinação das condições de conforto é o isolamento

da roupa. A ASHRAE [7] possui tabelas com valores típicos de isolamento medidos em

clo para diferentes combinações de roupas.

4

No presente projeto foi utilizado o método PMV/PPD (predicted mean vote-voto médio

predito/predicted percent dissatisfied-porcentagem de pessoas insatisfeitas), o qual é

baseado em equações de conservação de energia e estudos empíricos sobre o conforto

térmico. O PMV utiliza a escala da ASHRAE de sensação térmica para prever a resposta

média de um grupo às condições de conforto de uma sala condicionada, utilizando uma

escala de -3 (frio) a +3 (quente). Após estimar o PMV, determina-se então o PPD, que é

basicamente a porcentagem de pessoas insatisfeitas no ambiente com as condições do ar.

A Figura 2.2-1 mostra a relação entre PPV e PPD, aonde um valor de 10% PPD

corresponde ao range de ±0,5 PMV, e até mesmo 0 PMV, que seria a melhor nota possível

para o ambiente, ainda equivalem a 5% de pessoas insatisfeitas no recinto [21].

Figura 2.2-1 PPD por PMV. [7]

Com base no método, é possível determinar a região da carta psicrométrica aonde se

alcança o ar ideal para conforto das pessoas presentes no ambiente, estabelecendo assim

as condições de conforto do ar interno.

2.3 Carga Térmica

A carga térmica do ambiente é a taxa na qual o calor precisa ser removido do espaço para

manter a temperatura do ar constante. SUGARMAN [13] diz que para determinar a carga

térmica para o verão seria necessário saber a temperatura média mais quente do ar externo

e a que temperatura se deseja manter o recinto. É necessário saber ainda, quanto calor é

5

transferido de fora para dentro do ambiente condicionado através do invólucro do prédio

(paredes, portas, tetos, etc.). Então, seria calculado quanto calor é adicionado ao espaço

pelas pessoas, lâmpadas, equipamentos elétricos, e assim por diante. Essa adição

resultaria no quanto de calor precisa ser removido pelo sistema de condicionamento de

ar.

Em HVAC, o calor no ar é definido e medido como sensível, latente e total. O calor

sensível é o calor que é diretamente adicionado ao espaço e resulta no ganho de

temperatura. O calor sensível chega à zona condicionada através do invólucro, através

das infiltrações, das pessoas presentes no ambiente, dos equipamentos elétricos ou

eletrônicos e pelas lâmpadas. Já o calor latente, é conhecido por ocorrer na adição de

calor, mas sem mudança de temperatura, ou seja, o calor que precisa ser removido para

condensar a umidade do ar. Esse tipo de calor á adicionado pela respiração das pessoas,

equipamentos para cozinhar, eletrodomésticos e através do ar ventilado ou infiltrado.

2.4 Psicrometria

A psicrometria utiliza as propriedades físicas e termodinâmicas para analisar as condições

e processos envolvendo gás e vapor. No projeto de HVAC é a base do estudo

termodinâmico do ar atmosférico e vapor de água condicionados no ambiente. Com o

domínio da psicrometria é possível utilizar as cartas psicrométricas para ilustrar as

mudanças no ar quando este é condicionado em processos de aquecimento, refrigeração,

umidificação e desumidificação, sendo uma ferramenta valiosa para os engenheiros ou

técnicos de HVAC.

De acordo com a Figura 2.4-1, define-se como ar externo OA (outside air), o ar do interior

da sala como RA (room air) e o ar fornecido pelos AHU para sala como SA (supply air).

O SA é o estado que o ar precisa estar para combater a carga térmica total, chegando ao

estado RA necessário para atender às condições de conforto do projeto.

6

Figura 2.4-1 Esquemático de um sistema de HVAC.

A psicrometria baseia-se na hipótese de que a mistura de ar seco e vapor d’água se

comportam como uma mistura de gases ideais.

Erros no cálculo dos parâmetros psicrométricos fundamentais, tais como entalpia, volume

específico e razão de umidade do ar saturado à pressão ambiente são inferiores a 0,7%

para uma faixa de temperatura de 15,5 °C a 50 °C quando as relações de gás ideais são

usadas [16]. O ar seco, o vapor de água e a mistura combinada de ar úmido seguem de

perto o comportamento perfeito do gás na faixa de temperatura de –40 °C a 65 °C e

pressões totais de até 300 kPa [19].

Processos psicrométricos de ar condicionado são quase sempre modelados como

processos de fluxo e pressão constantes [19].

2.5 Fluido refrigerante

A compressão de vapor usa um líquido refrigerante circulante como forma de absorver e

remover o calor do espaço a ser resfriado e então rejeita esse calor em outro lugar. Todos

esses sistemas possuem quatro componentes: um compressor, um condensador, uma

válvula de expansão térmica (também chamada de válvula de aceleração ou dispositivo

de medição) e um evaporador. Esse fluido pode utilizar o ar para trocar calor ou, no caso

dos chillers, usar a água.

A seleção dos fluidos refrigerantes tem um impacto significativo no desempenho dos

ciclos de refrigeração e, como tal, desempenha um papel fundamental quando se trata de

projetar ou simplesmente escolher uma máquina ideal para uma determinada tarefa. Os

refrigerantes sempre foram escolhidos considerando propriedades como alta estabilidade

7

e segurança no seu emprego. Entretanto, restrições foram impostas no uso de alguns

fluidos refrigerantes.

Após a eliminação dos CFCs (clorofluorcarbonos) e seu uso comercial, um novo desafio

surgiu para o setor de ar condicionados: as restrições estabelecidas envolvendo a

produção, comercialização e importação dos HCFCs, como o R22. O impacto dos HCFCs

na camada de ozônio levou muitos países a assinarem o Protocolo de Montreal para abolir

gradualmente o uso desses refrigerantes até 2040. Embora o prazo pareça longo, nos

países desenvolvidos esse prazo é mais curto com, por exemplo, o uso desses fluidos na

Europa proibido desde 2004. Com essas restrições, tem se tornado cada vez mais caro

adquirir o R22 pelas dificuldades de importação e a quantidade reduzida de produtores.

A tendência é aumentar cada vez mais o seu preço, sendo esse mais um bom motivo para

a substituição do produto. Como norma interna da empresa, esse tipo de fluido

refrigerante já está proibido desde 2011, por isso, o fluido R22 já foi substituído por outro

refrigerante, o R422D (MO29).

2.6 Dutos de distribuição

Os dutos transportam o ar condicionado de um ponto a outro em uma grande variedade

de velocidades. Velocidades baixas resultam em dutos maiores, mais caros e mais

espaçosos. Velocidades altas resultam em ruído e na necessidade de altas potências de

ventilador, além de restringir o fluxo [18].

Trechos simples de poucos metros podem ser projetados para uma velocidade constante.

Um duto de suprimento é, portanto, reduzido em etapas em cada saída. Similarmente, um

duto de retorno ou exaustão é aumentado em seção na direção do fluxo.

Um grande sistema com ramificações, várias entradas ou saídas e algumas dezenas de

metros de comprimento será mais facilmente controlado nos extremos distantes do

ventilador se as velocidades forem reduzidas à medida que se avança pelo comprimento

do duto. Se o ar for desacelerado de maneira controlada com os lados do duto divergindo

a um ângulo não superior a 15°, sua pressão dinâmica será reduzida e (idealmente, sem

perda) sua pressão estática aumentará à medida que o ar avança pelo duto para manter um

head total constante. No entanto, pelo menos por métodos manuais, o projeto que

contempla esse fenômeno é trabalhoso e o formato do duto não é convencional, sendo

raramente praticado.

8

No presente trabalho será utilizado o método de igual perda de carga, o qual será descrito

no capítulo 2.7.4 para dimensionamento dos dutos.

2.7 Metodologia de cálculo

2.7.1 Carga Térmica Interna

Os cálculos executados no presente projeto utilizaram como referência para determinar a

carga térmica interna do prédio as normas ASHRAE Standard 90.1-2010 [5] e NBR-

16401-1 [4], e as suas tabelas para definir a carga térmica da iluminação e das pessoas no

ambiente, respectivamente. Para a iluminação a tabela define o calor sensível dissipado

por metro quadrado de acordo com a característica do ambiente e o tipo de iluminação.

Para as pessoas são duas componentes, a de calor sensível e latente definidos por pessoa.

No caso deste trabalho não é esperada a ocupação regular da sala, por ser uma sala

somente para equipamentos, mas ainda assim, será estimado um cenário aonde dois

profissionais executam uma manutenção nos equipamentos.

A carga térmica gerada pelos equipamentos envolve a eficiência do equipamento como

um todo. Quanto menor a eficiência do equipamento, maior será a energia perdida para o

ambiente em forma de calor.

Os VFDs, que são os equipamentos presentes na sala, possuem um sistema conhecido

como inversor e conversor, aonde a energia é convertida e ocorre dissipação de

aproximadamente 75% de todo calor perdido no equipamento, segundo a TMEIC [14],

fabricante de VFDs. Nesses equipamentos, a energia passa pelo transformador, que

converte a corrente alternada (AC) para contínua (DC), para depois ser controlada no

sistema conhecido como DC link para variação da frequência do equipamento, sendo

então convertida de volta de DC para AC, como mostra a Figura 2.7-1, resultando em

perdas térmicas em todas essas transformações. Todas essas etapas são compostas de

circuitos elétricos que possuem resistências inerentes ao sistema, as quais são

responsáveis por converter energia elétrica em calor e podem gerar perdas expressivas ao

longo do processo.

9

Figura 2.7-1 Esquemático da inversão e conversão no VSD. [14]

Mesmo com eficiências altas é possível ter bastante perda térmica, por exemplo, as

maiores VFDs quando estão operando em carga total tem sua corrente em

aproximadamente 135 A e sua tensão em aproximadamente 4500 V. Ao calcular a

potência aparente do sistema utilizando a equação (1), chega-se a pouco mais de 1 MW.

Para efeito de comparação, uma eficiência de 97% resulta em 30 kW sendo dissipados

para o ambiente em forma de calor. Para definir a carga térmica dos equipamentos da

sala, os fabricantes dos equipamentos foram consultados e os valores foram adicionados

à carga térmica total.

𝑃 = √3𝑉𝐼 (1)

onde,

𝑃 = Potência aparente do equipamento, W;

𝑉 = Tensão, V;

𝐼 = Corrente, A;

√3 = Resultado da operação vetorial de igual magnitude e distante 120⁰ no sistema

trifásico.

2.7.2 Carga Térmica Externa

Para estimar a carga térmica que atravessa o invólucro do edifício e somar toda a carga

térmica já descrita anteriormente, foi utilizada a planilha de carga térmica da ASHRAE

que acompanha o livro Load Calculations Applications Manual [6]. Essa planilha utiliza

o método Radiant Time Series (RTS ou RTSM), que é um método simplificado para

10

executar cálculos de carga térmica derivado do método do balanço de calor. Esse método

foi desenvolvido para executar cálculos precisos, embora não utilize métodos iterativos.

Esse método foi escolhido, pois quantifica cada componente que contribui para a carga

térmica final, permitindo comparar o efeito de diferentes parâmetros na contribuição

final, mostrando o impacto relativo nos resultados, tornando o método simples de utilizar

e de avaliar tecnicamente. O método é indicado para o cálculo de picos de carga térmica,

que é justamente o objetivo deste projeto. O RTS atende a dois efeitos retardantes

inerentes aos edifícios.

• Atraso no ganho de calor por condução através das superfícies opacas externas

(parede, piso ou teto)

• Atraso na conversão do ganho de calor radiante em carga térmica.

A Figura 2.7-2 mostra a visão geral do método.

Figura 2.7-2 Esquemático do método de cálculo RTS. Adaptado [7]

Segundo a ASHRAE [7], para o método RTS o cálculo da carga térmica proveniente das

superfícies exteriores é derivado da incidência solar nas superfícies. O método calcula a

radiação solar, o ganho de calor transmitido através das janelas, a temperatura de sol-ar,

infiltração e o ganho de calor por condução.

A temperatura do sol-ar é a temperatura do ar exterior que, na ausência de todas as trocas

radiantes, dá a mesma taxa de entrada de calor na superfície, assim como daria a

11

combinação de radiação solar incidente, troca de energia radiante entre o céu e outras

superfícies exteriores, e troca de calor convectiva com ar externo.

O balanço de energia em uma superfície iluminada pelo sol fornece o fluxo de calor para

a superfície como,

𝑞

𝐴= 𝛼𝐸𝑡 + ℎ𝑜(𝑡𝑜 − 𝑡𝑠) − 𝜀∆𝑅 (2)

onde,

𝑞

𝐴 = fluxo de calor por unidade de área, W/m²;

𝛼 = absortância de superfície por radiação solar;

𝐸𝑡 = radiação solar total incidente na superfície, W/m²;

ℎ𝑜 = coeficiente de transferência de calor por radiação de ondas longas e

convecção na superfície exterior, W/(m²K);

𝑡𝑜 = temperatura do ar exterior, K;

𝑡𝑠 = temperatura da superfície, K;

𝜀 = emissividade da superfície;

∆𝑅 = diferença entre a radiação de onda longa incidente na superfície do céu e

arredores com a radiação emitida pelo corpo negro na temperatura do ar exterior, W/m²;

𝑡𝑒 = temperatura de sol-ar, K;

Assumindo que a taxa de transferência de calor pode ser expressa em termos da

temperatura do sol-ar,

𝑞

𝐴= ℎ𝑜(𝑡𝑒 − 𝑡𝑠) (3)

e das equações (2) e (3) calcula-se,

𝑡𝑒 = 𝑡𝑜 +𝛼𝐸𝑡ℎ𝑜

−𝜀∆𝑅

ℎ𝑜 (4)

12

No presente projeto a superfície horizontal, no caso o telhado, que estaria sob incidência

solar não passa calor diretamente para o ambiente estudado, pois há outro ambiente

condicionado acima da sala de VFD. Como as superfícies verticais recebem radiação de

ondas longas do solo e dos edifícios a volta, bem como do céu, os valores precisos de ∆𝑅

são difíceis de determinar. Quando a intensidade da radiação solar é alta, as superfícies

dos objetos terrestres geralmente têm uma temperatura mais alta que o ar externo; assim,

a radiação de ondas longas compensa, em certa medida, a baixa emissão do céu. Portanto,

é uma prática comum assumir 𝜀∆𝑅, para superfícies verticais. A absortância possui

valores tabelados que podem ser encontrados no handbook da ASHRAE [7] e estão no

banco de dados da planilha utilizada.

No método RTS, a condução através de paredes externas e telhados é calculada usando

fatores CTS (conduction time series). A entrada de calor por condução na parede e teto

exterior é definida pela equação de condução seguinte,

𝑞𝑖,𝜃−𝑛 = 𝑈𝐴(𝑡𝑒,𝜃−𝑛 − 𝑡𝑟𝑐) (5)

onde,

𝑞𝑖,𝜃−𝑛 = Input de calor por condução na superfície 𝑛 horas atrás, W;

𝑈 = Coeficiente de transferência de calor para a superfície por condução,

W/(m²K);

𝐴 = Área da superfície, m²;

𝑡𝑒,𝜃−𝑛 = Temperatura sol-ar 𝑛 horas atrás, K;

𝑡𝑟𝑐 = Presumida temperatura ambiente constante, K.

O ganho de calor por condução através de paredes ou telhados pode ser calculado usando

inputs de calor (𝑞𝑖,𝜃−𝑛) para a hora corrente e últimas 23 horas e os fatores CTS,

𝑞𝜃 = 𝑐0𝑞𝑖,𝜃 + 𝑐1𝑞𝑖,𝜃−1 + 𝑐2𝑞𝑖,𝜃−2 + 𝑐3𝑞𝑖,𝜃−3 +⋯+ 𝑐23𝑞𝑖,𝜃−23 (6)

onde,

𝑞𝜃 = ganho de calor por condução por hora, W;

𝑞𝑖,𝜃 = input de calor para a hora atual;

13

𝑞𝑖,𝜃−𝑛 = input de calor de 𝑛 horas atrás;

𝑐0, 𝑐1, etc. = fatores de condução no tempo.

Os fatores de condução no tempo estão disponíveis para paredes e telhados de referência

nas tabelas 16 e 17 do capítulo 18 do handbook da ASHRAE [7]. Para paredes e telhados

que não sejam semelhantes às construções de referência das referidas tabelas, os

coeficientes de CTS podem ser calculados com auxílio de um computador, tal como

descrito por Iu e Fisher [15].

Sempre que um espaço condicionado é adjacente a um espaço com uma temperatura

diferente, a transferência de calor através da seção física de separação deve ser

considerada. Entretanto, neste projeto as salas adjacentes possuem a mesma temperatura

que a sala estudada.

Como o ambiente a ser climatizado possui pressão positiva, a infiltração na sala foi

desconsiderada. Além disso, os ganhos por meio de fenestração através das janelas

também foram desconsiderados, pois não há janelas no edifício.

2.7.3 Psicrometria e resfriamento com

desumidificação

As contas por trás da determinação do estado termodinâmico das condições descritas

como RA, SA, OA e EA na Figura 2.4-1 não serão detalhadas nesse projeto, entretanto,

vale ressaltar que o simples uso da carta psicrométrica é suficiente para determinação dos

estados termodinâmicos do ar úmido, então é importante o entendimento dos conceitos

por trás de sua aplicação.

Uma propriedade importante do sistema de condicionamento de ar necessária para cálculo

das vazões de ar insuflado a partir dos cálculos psicrométricos é o fator de by-pass. A

Figura 2.7-3 ilustra esse conceito. Este fator descreve a porcentagem de ar que não é

resfriado para o 𝑇𝐴𝐷𝑃, que é a temperatura da serpentina. O ar que é desviado permanece

inalterado das condições de entrada da bobina na temperatura 𝑇𝐸𝐴. O fator de by-pass é

uma função do fluxo de ar, número de linhas, temperatura da superfície, número de aletas

por unidade de comprimento, largura das aletas e muitos outros atributos de construção

das serpentinas.

14

Figura 2.7-3 Esquemático ilustrando o fenômeno de by-pass.

Na maioria dos processos de resfriamento, a temperatura do ponto de orvalho do ar úmido

que entra na bobina de resfriamento é maior do que a temperatura da superfície da bobina

de resfriamento, de modo que o vapor de água no ar entrando no aparato será condensado

na serpentina de resfriamento e, em seguida, o condensado será drenado para fora. Devido

a esta condição, a umidade específica do ar úmido de saída será reduzida. O processo

esquemático de resfriamento e desumidificação é mostrado na Figura 2.7-4a. O processo

é representado na carta psicrométrica da Figura 2.7-4b.

Figura 2.7-4a e 2.7-4b Esquemático do processo de resfriamento com desumidificação e

sua representação na carta psicrométrica. [17]

Para definição das vazões necessárias no projeto são estabelecidos volumes controle

como exibidos na Figura 2.7-5. Nesses volumes controle são calculadas as equações de

conservação de massa e energia para determinação das vazões em cada ponto do sistema.

15

Figura 2.7-5 Esquemático exibindo os volumes controle utilizados nas equações de

conservação de massa e energia.

As equações de conservação de massa e energia utilizadas para determinação vazão de ar

insuflado no ambiente não serão detalhadas nesse projeto.

2.7.4 Dimensionamento de dutos

Os métodos de projeto de dutos para sistemas HVAC e para sistemas de exaustão que

transportam vapores, gases e fumaça são o método de igual perda de carga e o método da

velocidade. Para garantir que os projetos de HVAC sejam acusticamente aceitáveis, a

geração de ruído deve ser analisada e os atenuadores sonoros e/ou o duto com

revestimento acústico devem ser fornecidos onde necessário. Para este projeto, o método

escolhido foi o método de igual perda de carga.

No método de igual perda de carga, os dutos são dimensionados para uma razão de perda

de carga constante por unidade de comprimento, Equação 7. Deve-se determinar a perda

de carga para cada trecho do caminho crítico, que é o trecho entre a entrada e saída do ar

com maior perda de carga. A partir da Equação 8, calcula-se de forma iterativa o diâmetro

equivalente dos dutos, e se necessário o cálculo das dimensões para o diâmetro

equivalente em um duto circular pela Equação 9,

𝐽 =∆𝑝

𝐿𝑡 (7)

𝑑𝑒𝑞 = √(𝑐𝑑 + ∑𝑐0) ∙ 𝜌 ∙ 8 ∙ 𝑄2

𝜋2(∆𝑝 − 𝑝𝑒𝑥𝑡𝑟𝑎)

4

(8)

16

𝑑𝑒𝑞 = 1,3√(𝐻 ∙ 𝐿)5

(𝐻 + 𝐿)2

8

(9)

Sendo,

𝐽 = perda de pressão por unidade de comprimento, Pa/m;

∆𝑝 = diferença de pressão, Pa;

𝐿𝑡 = comprimento total do duto, m;

𝑑𝑒𝑞 = diâmetro equivalente, m;

𝑐𝑑 = coeficiente de perda de carga distribuída, sem dimensão;

𝑐0 = coeficiente de perda de carga localizada, sem dimensão;

𝜌 = massa específica, kg/m³;

𝑄 = vazão no duto, m³/s;

𝑝𝑒𝑥𝑡𝑟𝑎 = perda extra de pressão no trecho, Pa;

𝐻 = altura da seção do duto, m;

𝐿 = largura da seção do duto, m;

𝑒 = rugosidade, mm.

A área sombreada do gráfico da Figura 2.7-6 é a faixa sugerida de perda de carga (𝐽) por

velocidade do ar pela ASHRAE [7] em dutos circulares.

17

Figura 2.7-6 Perda de carga em dutos, 𝜌 = 1,2𝑘𝑔

𝑚3 ; 𝑒 = 0,09 𝑚𝑚. Adaptado [7]

18

Capítulo 3

3 Estudo de Caso

3.1 Dados do Recinto

A sala está situada em um prédio de dois andares, sendo o andar de cima também

condicionado. Duas paredes recebem a incidência direta do sol, o qual será computado na

carga térmica externa. Vale ressaltar que próximo à sala não há uma grande fonte de calor

que pudesse ser adicionada como fonte externa, como por exemplo, a caldeira que está

localizada na FPSO.

Para executar o cálculo de carga térmica nessas condições, alguns dados foram obtidos

no sentido reproduzir um sistema offshore situado na bacia de Campos. O primeiro e mais

relevante dos dados obtidos são os valores para dissipação de calor para as VFDs. No

total existem 3 modelos diferentes, sendo 7 do modelo maior do fabricante X (omitido

por confidencialidade), 8 do modelo médio e 4 do modelo pequeno, ambos do fabricante

Y(omitido por confidencialidade). Os VFDs dos diferentes modelos foram classificados

desta maneira de acordo com a dissipação térmica de cada um.

De acordo com a ISO-7547 [1] as temperaturas de projeto para o ar externo em

um sistema de ar condicionado offshore tem temperatura máxima de 35°C no verão e

70% de umidade relativa, temperatura essa que equivale à temperatura do Galeão de

bulbo seco ultrapassada somente em 2% das horas durante o ano segundo a norma ABNT

NBR-16401-1 [2], o que seria ainda o local mais próximo com dados disponíveis na

norma.

3.2 Condições de Conforto

Não é prevista ocupação da sala, porém há a possibilidade de eventual manutenção

durante a operação. Para cálculo das condições de conforto foi utilizado o programa CBE

Comfort Thermal Tool [3] que tem como base a norma ASHRAE Standard 55-2017 [4].

O programa utiliza o método PMV (Predicted Mean Vote), sendo a temperatura de 24°C

e umidade relativa de 40% aceitáveis para a velocidade do ar, roupa de trabalho e tipo de

atividade executada no ambiente.

19

Figura 3.2-1 Interface do programa CBE Comfort Thermal Tool. [3]

3.3 Carga Térmica

Para cálculo da carga térmica será calculada toda a dissipação térmica dos equipamentos

elétricos, lâmpadas, pessoas e radiação solar.

3.3.1 Carga Térmica Interna

Como mencionado anteriormente, não há ocupação permanente na sala, porém será

considerado que eventualmente haverá duas pessoas fazendo manutenção em algum

VFD. De acordo com a norma NBR-16401-1 [4] uma pessoa fazendo um trabalho leve

em bancada numa fábrica libera 220W, sendo 80W de calor sensível e 140W de calor

latente.

Os equipamentos tiveram os seus valores de dissipação de calor informados pelos

fabricantes e estão listados na Tabela 3.3-1.

Tabela 3.3-1 Carga térmica por equipamento.

Equipamento Calor Dissipado [W]

VFD grande 30000

VFD médio 20000

VFD pequeno 10000

20

Como na sala existem 7 equipamentos grandes, 8 médios e 4 pequenos, o calor total

dissipado fica em 410kW.

Com base na norma ANSI/ASHRAE Standard 90.1-2010 [5], a densidade de iluminação

escolhida foi equivalente à de uma sala de equipamentos de uma fábrica, com energia

dissipada equivalente a 10,2 W/m². Com a área de sala em aproximadamente 250m²,

calcula-se 2550W de potência dissipada pela Equação (10).

𝑄 = 𝐴𝐹𝐿 (10)

onde,

𝑄 = Calor dissipado na iluminação, W;

𝐴 = Área total da sala, m²;

𝐹𝐿 = Densidade de iluminação, W/m².

3.3.2 Carga Térmica Total

Para cálculo da carga térmica externa e adição da carga térmica interna foi executado um

programa desenvolvido pela ASHRAE [6] com base no método RTSM. Toda a carga

térmica interna já calculada foi adicionada aos cálculos externos, sendo exibidos na

Figura 3.3-1 e tabela no Apêndice A.

Figura 3.3-1 Carga térmica total por hora do dia.

0

100 000

200 000

300 000

400 000

500 000

0 6 12 18 24

Carg

a t

érm

ica [

W]

Hora

Carga térmica por componente e total

Condução na Parede + Janela [W] Iluminação [W]

Pessoas Sensível [W] Equipamentos [W]

Pessoas Latente [W] Carga Térmica Total [W]

21

A carga térmica final tem maior importância vindo da energia dissipada pelos

equipamentos e do calor externo. Os valores estão alinhados com a previsão, sendo a

maior parte da carga térmica oriunda dos próprios VFDs, que são conhecidos pela alta

dissipação de calor, e das paredes, que sofrem incidência direta do sol. Essa diferença é

inclusive ressaltada pela ASHRAE [7] ao descrever o método de cálculo RTS de que os

ganhos de calor internos são muito mais significantes.

O vento característico da região não foi considerado nos cálculos de carga térmica nas

paredes do edifício com objetivo de ter um cálculo mais conservador, simulações foram

feitas e a redução da carga térmica devido a incidência do vento seria menor que 1% nos

casos mais extremos. Entretanto, de acordo com a experiência offshore o vento chega a

cessar algumas vezes por mês, o que inclusive leva à parada de produção por falta de

vento próximo ao flare.

Os dados de incidência solar foram adaptados do aeroporto do Galeão, região mais

próxima com dados disponíveis na norma ABNT NBR 16401-1 [2], para a localização da

plataforma na bacia de Campos. Aonde em somente 2% do total de horas no ano a

temperatura de bulbo seco excede 35°C, mesmo valor assumido como temperatura

máxima de projeto pela ISO-7547 para sistemas de ar condicionado offshore.

Os valores para infiltração considerados foram mínimos, considerando a pressão positiva

dentro do recinto e boa vedação, o número de renovações por hora ficou em 0,33. Com

esse valor, foi calculada a carga térmica a cada hora do dia.

A Figura 3.3-1 e Apêndice A mostram os valores da carga térmica diária para o dia 21 do

mês de janeiro. Esse mês foi apontado pelo programa como sendo o mês de maior carga

térmica calculada, tendo valor de pico às 16h com 425226,4W.

22

3.4 Cálculos Psicrométricos

Tendo definido o estado do ar interno e externo é possível calcular o estado psicrométrico

do mesmo ao passar pelo sistema de condicionamento de ar. Para essa etapa do projeto

será utilizada uma planilha disponibilizada pelo Professor Nisio Brum durante o curso de

Refrigeração e Ar Condicionado. A planilha realiza cálculos psicrométricos conforme

Handbook da ASHRAE [7]. Os inputs para a planilha são a carga térmica total [kW], o

calor sensível, a vazão de ar externo, a temperatura de bulbo seco e bulbo úmido do ar

externo, a pressão atmosférica, a temperatura de projeto do recinto, a umidade relativa de

projeto e o fator de by-pass. Os outputs da planilha são o estado psicrométrico de SA, sua

vazão mássica, a potência frigorífica e outros dados importantes utilizados para os

cálculos intermediários da planilha. Dos dados para input já foi calculada a carga térmica

e calor sensível no Apêndice A, já foram calculadas também as condições do ar externo,

a pressão atmosférica e as condições de projeto. As variáveis que ainda não estão

definidas seriam a vazão de ar externo e o fator de by-pass.

Para definir a vazão de ar externo será utilizada a Figura 3.4-1 que indica os valores

mínimos para vazão de ar externo para zonas habitadas, a qual se encontra na norma

ANSI/ASHRAE Standard 62.1-2016 [8], utlizando o valor mínimo por m² é de 0,3 L/s de

ar externo para salas de computadores (sala de equipamentos) e 2,5 L/s para cada pessoa

na sala, que resulta em 75 L/s de vazão para a área total da zona resfriada mais 5 L/s,

contando que até duas pessoas podem fazer manutenção no recinto. Essa vazão, ainda

segundo a norma, pode ser reduzida a zero enquanto a mesma não estiver ocupada para

economizar energia (Nota H do rodapé).

Figura 3.4-1 Tabela com os valores mínimos de vazão de ar externo. Adaptado [8]

Partindo do princípio que serão reutilizados os sistemas de AHU já disponíveis no prédio,

é possível definir o fator de by-pass. O fator de by-pass de projeto é 0,1 e está dentro do

23

recomendado pelo fabricante CARRIER [9] para sistemas de alta carga sensível, como

presente na Tabela 3.4-1.

Tabela 3.4-1 Fatores de by-pass recomendados. Adaptado [9]

Fator de By-

Pass Tipo de aplicação Exemplo

0.3 até 0.5

Uma pequena carga total ou uma carga que é

um pouco maior com um baixo fator de calor

sensível (alta carga latente)

Residências

0.2 até 0.3

Aplicações típicas de conforto com uma carga

total relativamente pequena ou um fator de

calor sensível com uma carga um pouco maior

Fábricas

Residências

Lojas de pequeno porte

0.1 até 0.2 Aplicações típicas de conforto

Lojas

Fábricas

Bancos

0.05 até 0.1

Aplicações com altas cargas sensíveis ou que

exijam uma grande quantidade de ar externo

para ventilação

Fábricas Restaurantes

Lojas

0 até 0.1 Todas as aplicações de ar exterior Hospitais Sala de

operações (fábrica)

Com os inputs definidos, são calculados os outputs da planilha. Os dados psicrométricos

estão representados na Figura 3.4-2 com as propriedades calculadas do estado SA. A

vazão mássica �̇�𝑠𝑎 foi calculada em 31,96 kg/s.

24

Figura 3.4-2 Carta psicrométrica com os resultados obtidos.

Como era de se esperar com a baixa vazão de ar externo necessária para renovação, a

mistura de ar entrando no aparato (EA) tem condições similares ao ar do recinto (RA).

Ainda na carta psicrométrica pode-se retirar outras informações das condições do sistema,

essas informações foram organizadas na Tabela 3.4-2.

Tabela 3.4-2 Resultados obtidos pelos cálculos psicrométricos.

Com os pontos definidos na carta psicrométrica é possível calcular a potência frigorífica

necessária utilizando a Equação 11. Pode-se estimar a PF em 436,783 kW ou 124,2 TR.

𝑃𝐹 = �̇�𝑆𝐴(ℎ𝐸𝐴 − ℎ𝑆𝐴) (11)

Estados do ar

EA 24.0306 0.0075 31.9618 43.1325

RA 24.0000 0.0074 31.8730 43.0167

OA 35.0000 0.0193 0.0889 84.6515

SA 10.9161 0.0073 31.9618 29.4667

𝑇 𝑆[°C] 𝑑𝑒 𝑝

𝑑𝑒 𝑒𝑐 �̇� ℎ 𝐽

25

3.5 Seleção dos equipamentos

3.5.1 AHU e Condensadores

Como mencionado anteriormente o objetivo inicial é continuar utilizando as unidades que

já estão presentes no local. Na tabela 3.5-1 estão os dados dos equipamentos disponíveis,

lembrando que existem dois condensadores e dois AHUs disponíveis para o local.

Tabela 3.5-1 Dados dos equipamentos em operação.

Parâmetro AHU Condensador

Potência Frigorífica 301,44 kW 293,5 kW

Vazão máxima de ar 60434 m³/h 110776 m³/h

É fácil notar que somente uma das unidades operando não é suficiente para o

condicionamento do local e as duas unidades operando ao mesmo tempo deveria ser

solução para o condicionamento. Porém a baixa eficiência do sistema e mal

dimensionamento dos dutos e saídas de ar podem estar atrapalhando o sistema nos dias

mais quentes do ano.

3.5.2 Eficiência dos equipamentos

É difícil estimar a perda da potência frigorífica por falta de manutenção, então uma correta

manutenção conforme recomendação do fabricante deveria corrigir qualquer ineficiência

no sistema.

Os equipamentos disponíveis na sala de VFD foram projetados para o uso do refrigerante

R22, sendo que o mesmo já foi substituído pelo R422D. Essa é a mudança que gera o

menor impacto no sistema de refrigeração e compressor, chamada de solução Drop In. O

R422D tem propriedades muito similares às do R22, permitindo o uso do mesmo

compressor, kit elétrico e óleo lubrificante, sendo assim uma substituição mais rápida e

menos custosa. Entretanto, uma das possibilidades do baixo rendimento do sistema de ar

condicionado pode ser a escolha do fluido refrigerante para substituir o R22.

Para efeito de comparação foi selecionado um dos fluidos refrigerantes mais utilizados

para substituir o R22, o refrigerante R407C. Tanto o R422D como R407C têm

propriedades termodinâmicas similares ao R22, o que leva à uma modificação em menor

escala no sistema. Por exemplo, o refrigerante R407C exige a troca do óleo mineral

26

utilizado no sistema com R22 para o óleo polyolester devido à imiscibilidade do

refrigerante em meio ao óleo. Uma tabela comparativa foi feita para analisar os fluidos

(Tabela 3.5-2).

Tabela 3.5-2 Ficha técnica de comparação entre R22, R422D e R407C. Adaptado [10]

R22 R422D R407C

Composição (% peso) CHClF₂ 31,5% R134a

65,1% R125

3,4% R600a

52% R134a

25% R125

23% R32

ODP 0,05 0 0

GWP 1810 2729 1774

Ponto de bolha, 100kPa (⁰C) -40,8 -43,5 -43,6

Temperatura crítica (⁰C) 96,1 79,6 86

Pressão de saturação do vapor a 40⁰C (kPa) 1534 1555 1517

Pressão crítica (kPa) 4985 3903 4620

R134a - C2H2F4, R125 - C2HF5, R600a - C4H10 e R32 - CH2F2.

Saeed et al. [10] fizeram diversos experimentos comparando alguns refrigerantes e seu

desempenho com a variação da temperatura de evaporação. Em condições similares ao

edifício offshore os refrigerantes R407C e R422D atingem 2,7% e 4,8% menos COP

(coeficiente of performance) que o R22 como mostrado na Figura 3.5-1. Além disso, a

eficiência exergética do R422D pode atingir até 30% menos que o R22 em comparação

com a eficiência 7,5% menor do R407C como exibido na Figura 3.5-2. R422D tem uma

relativamente baixa COP e eficiência exergética comparada com os outros fluidos da

análise. Adicionalmente, o R422D tem a maior vazão mássica necessária, alcançando

valores entre 28% a 35% maiores que o R22, o que causa perda de eficiência em

comparação com os outros e pode até inviabilizar o seu uso devido às condições dos tubos

disponíveis como mostrado na Figura 3.5-3. Outro fator importante na análise é a

capacidade de refrigeração, na Figura 3.5-4 é possível ver que a performance do R407C

é similar ao R22, e o R422D possui capacidade de refrigeração 7,2% menor que o R22.

Os requerimentos de pressão exigidos pelo fluido R407C são similares ao R22, exigindo

mínimos ajustes após o retrofit. Por esses motivos o fluido R407C foi escolhido para este

projeto.

27

Figura 3.5-1 COP por temperatura de evaporação. [10]

Figura 3.5-2 Eficiência exergética por temperatura de evaporação. [10]

28

Figura 3.5-3 Vazão mássica por temperatura de evaporação. [10]

Figura 3.5-4 Capacidade de refrigeração por temperatura de evaporação. [10]

3.6 Distribuição do ar

Na distribuição do ar, o caminho percorrido deve ser o mais curto possível obedecendo

as limitações estruturais. A norma ABNT NBR 16401-1 [2] recomenda que a instalação

tenha um duto tronco com ramificações que facilite o ajuste vazões e permita a instalação

de equipamentos de controle automático. Recomenda-se ainda, que as bocas não sejam

instaladas diretamente no duto tronco, como havia sido no projeto anterior.

(b)

29

Para auxiliar na distribuição do ar no ambiente foi utilizado o programa TROX Easy

Product Finder, que pode ser obtido gratuitamente pelo site da TROX. O programa sugere

o número de difusores ou grelhas de acordo com as dimensões da sala e o volume de ar

de insuflamento necessário para resfriar o recinto seguindo as recomendações de

conforto, além de sugerir o posicionamento das saídas de ar conforme a distribuição de

carga térmica no ambiente. Um desenho esquemático gerado pelo programa está

representado na Figura 3.6-1. O valor de �̇�𝑠𝑎 em kg/s é convertido para vazão

volumétrica utilizando o volume específico do ar 𝑠𝑎 = 0,814𝑚3/ dos resultados

obtidos nos cálculos psicrométricos através da equação (12).

�̇�𝑠𝑎 = �̇�𝑠𝑎 ∗ 𝑠𝑎 (12)

A vazão volumétrica fica em 93700 m³/h, o que resultaria em 5205 m³/h em cada difusor.

Figura 3.6-1 Planta de distribuição dos difusores na sala.

Além de sugerir a distribuição de ar no ambiente o programa sugere um equipamento do

catálogo para o projeto. Entretanto, as sugestões do programa são um pouco limitadas em

relação ao volume de ar insuflado total do ambiente. Por esse motivo foi utilizado o

catálogo da Price Industries [11] e selecionado o difusor circular 20''/RCDE, o qual tem

vazão desejada de aproximadamente 5200 m³/h (3060 pés cúbicos por minuto) quando

sua velocidade de suprimento atinge 7,1 m/s (1400 pés por minuto) conforme mostra a

Figura 3.6-2.

30

Figura 3.6-2 Catálogo de difusores para teto. Adaptado [11]

Apesar da sala não ser ocupada a maior parte do tempo, o cálculo do alcance do jato de

ar foi feito considerando a velocidade máxima desejada para conforto na zona ocupada

da sala, v=0,762m/s (150 pés por minuto), conforme explicitado no Capítulo 3.2 do

presente projeto. Segundo o fabricante [20], o alcance seria de aproximadamente 5,8

metros, sendo que em condições em que há diferença entre a temperatura do ar no difusor

e da sala, há a necessidade de multiplicar esse valor por 0,75. Entretanto, esse alcance

considera o efeito Coanda que permite o jato de ar ficar em contato com o teto por mais

tempo, entretanto, na sala estudada o difusor está localizado em um espaço livre abaixo

do teto, o que segundo o fabricante reduz o alcance do jato em 70%. Ou seja, o alcance

final do jato fica em torno de 3 m. Considerando a altura do difusor de 3,45 m e da zona

de respiração de 1,8 m conforme norma ABNT NBR 16401-3 [12], além do espaço entre

dois difusores de 3,6 m calcula-se conforme a Figura 3.6-3 a soma de 𝐴 + 𝐵 =

(3,45 − 1,8) + (3,6

2) = 3,45 𝑚, atendendo às necessidades de conforto para o

ambiente.

Figura 3.6-3 Alcance do ar saindo dos difusores. Adaptado [12]

31

Para dimensionamento dos dutos e perda de carga no sistema foi utilizado o método da

igual perda de carga. Para executar o cálculo foi utilizado o programa DUCT fornecido

gratuitamente pelo site da Oklahoma State University. Para essa etapa do projeto foram

inseridas as dimensões do prédio e trajeto necessário para abastecer a sala, atendendo ao

posicionamento de saída dos difusores. No Apêndice B estão os resultados do programa,

porém na Tabela 3.6-1 foram colocados os dutos retangulares de diâmetro hidráulico

equivalente. Apesar de possuírem menos material, menos isolamento, e menor perda de

carga associada em comparação com os dutos retangulares, os dutos circulares ocupam

muito espaço no teto, onde seria necessário ter um tubo de 1473 mm (58 polegadas),

pode-se substituí-lo por um tubo retangular de 914x2083 mm (36x82 polegadas),

ocupando menos espaço vertical.

Tabela 3.6-1 Conversão do diâmetro equivalente dos dutos circulares para retangulares

conforme Equação (9).

D [pol.] A [pol.] B [pol.] A [mm] B [mm]

58 36 82 914.4 2082.8

54 36 70 914.4 1778

50 36 60 914.4 1524

44 36 46 914.4 1168.4

38 36 34 914.4 863.6

30 22 34 558.8 863.6

26 22 26 558.8 660.4

20 20 20 508 508

32

Capítulo 5

5 Conclusão e Recomendação

O sistema que foi projetado inicialmente para ser atendido por somente uma unidade de

AHU e condensador, porém com as mudanças no projeto da sala e maior carga térmica,

necessitou-se da outra unidade inicialmente projetada para ficar em Stand-by. Com isso

os novos cálculos foram necessários para encontrar as limitações do sistema e possíveis

modificações para poder atender à nova demanda de carga térmica.

Com a perda de eficiência na substituição do fluido refrigerante R22 pelo R422D e a

mudança na vazão dentro dos dutos, o sistema não é capaz de combater a carga térmica.

As contas mostram que a potência frigorífica é suficiente para combater a carga térmica

do ambiente, entretanto, isso não acontece. Considerando a perda de 10% de eficiência

com a mudança do fluido refrigerante, chegando à potência frigorífica de

aproximadamente 540 kW, estaria ainda acima dos 440 kW necessários no ambiente.

Como outra medida para solução, foi indicado o redimensionamento dos dutos da sala,

no atual momento a sala tem os dutos projetados para a metade da vazão mássica

requerida no ambiente, sendo o dimensionamento correto e dos dutos e difusores

presentes na sala a principal recomendação para solução do problema no HVAC.

33

Apêndice A

Mês 1 Carga térmica

no mês Condução na

Parede + Janela Iluminação

Pessoas Sensível

Equipamentos Infiltração sensível

Hour [W] [W] [W] [W] [W]

1 697.3 4078.2 159.9 409968.2 584.3

2 552.7 4078.2 159.9 409968.2 453.7

3 439.9 4078.2 159.9 409968.2 364.1

4 352.9 4078.2 159.9 409968.2 299.3

5 280.9 4078.2 159.9 409968.2 230.2

6 328.4 4078.2 159.9 409968.2 191.5

7 854.9 4078.2 159.9 409968.2 239.6

8 1631.8 4078.2 159.9 409968.2 410.3

9 2353.8 4078.2 159.9 409968.2 800.5

10 2880.9 4078.2 159.9 409968.2 1225.9

11 3175.4 4078.2 159.9 409968.2 1604.6

12 3260.0 4078.2 159.9 409968.2 1936.6

13 3262.2 4078.2 159.9 409968.2 2154.7

14 3541.5 4078.2 159.9 409968.2 2333.9

15 3920.9 4078.2 159.9 409968.2 2438.4

16 4196.0 4078.2 159.9 409968.2 2432.5

17 4225.3 4078.2 159.9 409968.2 2288.7

18 3911.1 4078.2 159.9 409968.2 2112.0

19 3175.9 4078.2 159.9 409968.2 1877.4

20 2288.1 4078.2 159.9 409968.2 1541.7

21 1702.6 4078.2 159.9 409968.2 1300.1

22 1340.2 4078.2 159.9 409968.2 1098.9

23 1075.8 4078.2 159.9 409968.2 897.1

24 870.4 4078.2 159.9 409968.2 743.3

Carga térmica no mês

Pessoas Latente

Infiltração Latente

Total Sensível Total Latente Carga Térmica

Total

Hora [W] [W] [W] [W] [W]

1 280.0 -305.7 415487.9 -25.7 415462.2

2 280.0 -533.9 415212.7 -253.9 414958.8

3 280.0 -685.3 415010.3 -405.3 414605.0

4 280.0 -792.1 414858.6 -512.1 414346.5

5 280.0 -903.8 414717.4 -623.8 414093.6

6 280.0 -965.3 414726.2 -685.3 414040.9

7 280.0 -888.8 415300.8 -608.8 414692.1

8 280.0 -607.7 416248.5 -327.7 415920.8

9 280.0 92.9 417360.6 372.9 417733.5

10 280.0 958.7 418313.1 1238.7 419551.8

11 280.0 1829.1 418986.3 2109.1 421095.4

12 280.0 2677.9 419403.0 2957.9 422360.9

13 280.0 3282.7 419623.2 3562.7 423185.9

14 280.0 3809.6 420081.7 4089.6 424171.3

15 280.0 4130.0 420565.6 4410.0 424975.6

16 280.0 4111.6 420834.8 4391.6 425226.4

17 280.0 3674.1 420720.4 3954.1 424674.5

18 280.0 3161.2 420229.5 3441.2 423670.7

19 280.0 2520.2 419259.7 2800.2 422059.9

20 280.0 1677.7 418036.1 1957.7 419993.9

21 280.0 1121.6 417209.1 1401.6 418610.7

22 280.0 688.5 416645.4 968.5 417614.0

23 280.0 279.9 416179.3 559.9 416739.2

24 280.0 -15.1 415820.0 264.9 416084.8

34

Apendice B

-- Calculated Fitting Values --

ID Fitting Type Dia. Q Velocity Delta P DeltaP/L*100

(in) (cfm) (ft/min) (in. wg) (in. wg)

1

Air Handling

Unit 0 55260 0 0

2 Elbow 58 55260 3011.8 0.021*<15>

3 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.024 0.14267

5 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.016 0.14267

7 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.014 0.14267

8 Elbow 58 55260 3011.8 0.021*<15>

9 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.014 0.14267

10 Elbow 58 55260 3011.8 0.021*<15>

11 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.009 0.14267

13 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.017 0.14267

14 Elbow 58 55260 3011.8 0.021*<15>

15 Straight Duct 58 55260 3011.8 0.011 0.14267

16 Tee / Wye main 54 46050 2895.4 0.07

branch 30 9210 1876.2 0.61

common 58 55260 3011.8

17 Straight Duct 54 46050 2895.4 0.012 0.14403

18 Tee / Wye main 50 36840 2701.8 0.061

branch 30 9210 1876.2 0.363

common 54 46050 2895.4

19 Straight Duct 50 36840 2701.8 0.011 0.13828

20 Tee / Wye main 44 27630 2616.7 0.056

branch 30 9210 1876.2 0.366

common 50 36840 2701.8

21 Straight Duct 44 27630 2616.7 0.012 0.15146

22 Tee / Wye main 38 18420 2338.8 0.045

branch 30 9210 1876.2 0.311

common 44 27630 2616.7

23 Straight Duct 38 18420 2338.8 0.012 0.14572

26 Tee / Wye main 26 6140 1665.3 0.023

branch 20 3070 1407.2 0.159

common 30 9210 1876.2

27 Straight Duct 26 6140 1665.3 0.007 0.12089

28 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.01 0.12743

29 Tee / Wye main 26 6140 1665.3 0.023

branch 20 3070 1407.2 0.159

common 30 9210 1876.2

30 Straight Duct 26 6140 1665.3 0.007 0.12089

32 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099

33 Diffuser / Grille 3070 0.04

34 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.01 0.12743

35

35 Tee / Wye main 26 6140 1665.3 0.023

branch 20 3070 1407.2 0.159

common 30 9210 1876.2

36 Straight Duct 26 6140 1665.3 0.007 0.12089

38 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


40 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.01 0.12743

41 Tee / Wye main 26 6140 1665.3 0.023

branch 20 3070 1407.2 0.159

common 30 9210 1876.2

42 Straight Duct 26 6140 1665.3 0.007 0.12089

44 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


46 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.01 0.12743

47 Tee / Wye main 26 6140 1665.3 0.023

branch 20 3070 1407.2 0.159

common 30 9210 1876.2

48 Straight Duct 26 6140 1665.3 0.007 0.12089

50 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


52 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


61 Tee / Wye main 20 3070 1407.2 0.017

branch 20 3070 1407.2 0.113

common 26 6140 1665.3

62 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


66 Tee / Wye main 20 3070 1407.2 0.017

branch 20 3070 1407.2 0.113

common 26 6140 1665.3

67 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


71 Tee / Wye main 20 3070 1407.2 0.017

branch 20 3070 1407.2 0.113

common 26 6140 1665.3

72 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


75 Tee / Wye main 20 3070 1407.2 0.017

branch 20 3070 1407.2 0.113

common 26 6140 1665.3

76 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


79 Tee / Wye main 20 3070 1407.2 0.017

branch 20 3070 1407.2 0.113

common 26 6140 1665.3

80 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


83 Tee / Wye main 30 9210 1876.2 0.031

36

branch 30 9210 1876.2 0.226

common 38 18420 2338.8

84 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.008 0.12743

85 Tee / Wye main 26 6140 1665.3 0.023

branch 20 3070 1407.2 0.159

common 30 9210 1876.2

86 Straight Duct 26 6140 1665.3 0.007 0.12089

87 Tee / Wye main 20 3070 1407.2 0.017

branch 20 3070 1407.2 0.113

common 26 6140 1665.3

88 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


91 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


93 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


95 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


97 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


99 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


101 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


103 Straight Duct 20 3070 1407.2 0.007 0.12099


105 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.01 0.12743

106 Elbow 30 9210 1876.2 0.019*<15>

107 Straight Duct 30 9210 1876.2 0.008 0.12743

* - Delta P was computed using the fitting equivalent length

37

Apendice C

38

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